Lựa chọn phương pháp thiết kế hệ thống dẫn động băng tải cho chi tiết máy

Page | 1
Đào Mạnh Hùng
LỜI NÓI ĐẦU
Đồ án môn học chi tiết máy là một môn học rất cần thiết cho sinh viên
nghành cơ khí nói chung để giải quyết một vấn đề tổng hợp về công nghệ
cơ khí, chế tạo máy. Mục đích là giúp sinh viên hệ thống lại những kiến
thức đã học, nghiên cứu và làm quen với công việc thiết kế chế tạo trong
thực tế sản xuất cơ khí hiện nay.
Trong chương trình đào tạo cho sinh viên, nhà trường đã tạo điều
kiện cho chúng em được tiếp xúc và làm quen với việc nghiên cứu : “Lựa
chọn phương pháp thiết kế hệ thống dẫn động băng tải cho chi tiết
máy”. Do lần đầu tiên làm quen thiết kế với khối lượng kiến thức tổng
hợp, còn có những mảng chưa nắm vững cho nên dù đã rất cố gắng, song
bài làm của em không thể tránh khỏi những sai sót. Em rất mong nhận
được sự đóng góp ý kiến của thầy cô, giúp em có được những kiến thức
thật cần thiết để sau này ra trường có thể ứng dụng trong công việc cụ thể
của sản xuất.
Cuối cùng em xin chân thành cảm ơn các thầy, các cô trong bộ
môn và đặc biệt là thầy Hồ Duy Liễn đã tận tình giúp đỡ em hoàn thành
nhiệm vụ của mình.
Page | 2
THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI
Lược đồ dẫn động
1- Động cơ điện 2- Bộ truyền đai thang 3- Hộp giảm tốc 4- Nối
trục
5- Băng tải
Đào Mạnh Hùng
1
Page | 3
Sơ đồ tải trọng
Số liệu cho trước

1 Lực vòng trên băng tải F 4600 N
2 Vận tốc băng tải V 0,96 m\s
3 Đường kính tang quay D 300 mm
4 Số năm 9
5 Số ngày trong tháng 26
6 Số ca trong ngày 3
7 Số giờ một ca 6
8 Chiều cao băng tải h 2500 mm
Khối lượng thiết kế
1 01 Bản thuyết minh ( A
4
)
2 01 Bản vẽ lắp hộp giảm tốc ( A
0
)
3 01 Bản vẽ chế tạo ( A
3
) : Nắp ổ trên trục I
Đào Mạnh Hùng
Page | 4
Đào Mạnh Hùng
Page | 5
PHẦN I : CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
1.1. Công suất cần thiết
Gọi P
t
là công suất tính toán trên trục máy công tác ( KW )
P
đt
là công suất động cơ ( KW )

η
là hiệu suất truyền động.
Ta có: P
đt
=
η
β
t
P
(1)
Trong đó :
β
- hệ số đẳng trị.
P
t
=
1000
.VF
=
1000
96,0.4600
= 4,416 (KW)
•
4
3
3
2
21

ηηηηη
=
94,0
1
=
η
- Hiệu suất bộ truyền đai
97,0
2
=
η
- Hiệu suất bộ truyền bánh răng
995,0
3
=
η
- Hiệu suất của một cặp ổ lăn
1
4
=
η
- Hiệu suất khớp nối.
η
= 0,94.0,97
2
.0,995
3
= 0,87
•
∑







=
t
t
T
T
ii
2
β
Theo đề ta có :
+ t = 6 h số giờ một ca
+ t
1
= 60%t = 0,6.6 = 3,6 giờ.
+ t
2
= 40%t = 0,4.6 = 2,4 giờ.
Đào Mạnh Hùng
Page | 6
+ T
1
= T
+ T
2
= 0,8T.

Vậy:
( ) ( ) ( )








+++
+++
=
n
nn
ttt
tTtTtT


21
2
2
2
21
2
1
β
=















+






t
t
T
T
t
t
T
T .4,0
.
.8,0.6,0
.

22
= 0,9252
Thay các số liệu tính toán được vào (1) ta được:
P
đt
=
87,0
416,4.9252,0
= 4,6962 (KW).
Vậy là ta cần chọn động cơ điện có P
đm
≥ P
đt
• Kiểm tra điều kiện mở máy:
dm
mmm
M
M
T
T
≤
⇒
dm
m
M
M
T
T
≤
4,1

⇒
dm
m
M
M
≤4,1
• Kiểm tra điều kiện quá tải:
dm
qt
M
M
T
T
max
≤
⇒
dm
M
M
T
T
max
4,1
≤
⇒
dm
M
M
max
4,1 ≤

1.2. Chọn động cơ
Động cơ phải có P
đm

≥
P
đt
; kết hợp các kết quả trên, tra (bảng 2P ) ta tìm
được động cơ điện AO2 – 42 – 2 ( động cơ điện không đồng bộ ba pha )
công suất động cơ P
dc
= 5,5 KW; số vòng quay của động cơ: n
dc
= 2910
vg/ ph ( sách thiết kế chi tiết máy bảng 2P trang 322 ).
Với
4,16,1 ≥=
dm
m
M
M
và:
4,12,2
max
≥=
dm
M
M
Đào Mạnh Hùng
Page | 7

1.3. Tính số vòng quay trên trục của tang
Ta có số vòng quay của trục tang là:
n
t
=
300.14,3
96.0.10.60
.
.10.60
33
=
D
V
π
= 61 vg/ ph
1.4. Phân phối tỷ số truyền
Với động cơ đã chọn ta có: n
dc
= 2910 vg/ ph
P
dc
= 5,5 KW
Theo công thức tính tỷ số truyền ta có: i
c
=
61
2910
=
t
dc

n
n
= 47,7
i
c
= i
d
.i
bn
.i
bc
Trong đó:
i
c
- Tỷ số truyền chung
i
d
- Tỷ số truyền của bộ truyền đai
i
nh
- Tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ cấp nhanh
i
ch
- Tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng nghiêng cấp chậm
Chọn trước i
d
= 2 theo ( bảng 2-2)
⇒ i
nh
.i

ch
=
d
c
i
i
=
2
7,47
= 23,85
Với lược đồ dẫn động như đề cho ta chọn i
nh
= 1,3.i
ch

⇒ i
ch
=
3,1
85,23
= 4,3
⇒ i
nh
= 1,3.4,3 = 5,6
Đào Mạnh Hùng
Page | 8
1.5. Công suất động cơ trên các trục
- Công suất động cơ trên trục I ( trục dẫn) là:
P
I

= P
ct
.
1
η
= 4,6962.0,94 = 4,4144 ( KW)
- Công suất động cơ trên trục II là :
P
II
= P
I
.
32
.
ηη
= 4,4144.0,97.0,995 = 4.26 ( KW)
- Công suất động cơ trên trục III là:
P
III
= P
II
.
32
.
ηη
= 4,26.0,97.0,995 = 4,1115 ( KW)
1.6 tốc độ quay trên các trục
- Tốc độ quay trên trục I là: n
1
2

2910
==
d
dc
i
n
= 1455 ( vg/ ph)
- Tốc độ quay trên trục II là : n
2
=
6,5
1455
1
=
nh
i
n
= 259,8 ( vg/ ph)
- Tốc độ quay trên trục III là : n
3
=
3,4
8,259
2
=
ch
i
n
= 60,42 ( vg/ ph)
1.7. Xác định mômen xoắn trên các trục

- Mômen xoắn trên trục động cơ theo công thức :
M
dc
= 9,55.10
6
.
dc
ct
n
P
= 9,55.10
6
.
2910
6962,4
= 15412 ( N.mm)
- Mômen xoắn trên trục I là:
M
1
= 9,55.10
6
.
1
n
P
I
= 9,55.10
6
.
1450

4144,4
= 29074 ( N.mm)
- Mômen xoắn trên trục II là:
M
2
= 9,55.10
6
.
2
2
n
P
= 9,55.10
6
.
8,259
26,4
= 156594 ( N.mm)
Đào Mạnh Hùng
Page | 9
- Mômen xoắn trên trục III là:
M
3
= 9,55.10
6
.
3
3
n
P

= 9,55.10
6
.
42,60
1115,4
= 649865 ( N.mm)
• Ta có bảng thông số sau:
Bảng 1:
T
rục
Thông số
Động cơ I II III
Công suất P ( KW) 5,5 4,4144 4,26 4,1115
Tỉ số truyền i 2 5,6 4,3 1
Vận tốc vòng n ( vg/ ph) 2910 1455 259,8 60,42
Mômen (N.mm) 15412 29074 156594 649865
PHẦN II: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN ĐAI
( Hệ thống dẫn động dùng bộ truyền đai thang )
2.1. Chọn loại đai
Đào Mạnh Hùng
Page | 10
Thiết kế bộ truyền đai cần phải xác định được loại đai, kích thước
đai và bánh đai, khoảng cách trục A, chiều dài đai L và lực tác dụng lên
trục.
Do công suất động cơ P
ct
= 5,5 KW và i
d
= 2 và yêu cầu làm việc
êm lên ta hoàn toàn có thể chon đai thang.

Ta nên chon loại đai làm bằng vải cao su vì chất liệu vải cao su có
thể làm việc được trong điều kiện môi trường ẩm ướt ( vải cao su ít chịu
ảnh hưởng của nhiệt độ và độ ẩm ), lại có sức bền và tính đàn hồi cao.
Đai vải cao su thích hợp ở các truyền động có vận tốc cao, công suất
truyền động nhỏ.
2.2. Xác định các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền đai
2.2.1. Xác định đường kính bánh đai nhỏ D
1
Từ công thức kiểm nghiệm vận tốc:
V
d
=
≤
1000.60

1
Dn
dc
π
V
max
= ( 30 ữ 35 ) m/s
⇒ D
1

14,3.2910
1000.60.35
≤
= 230 mm
Theo ( bảng 5.14 ) và ( bảng 5.15 ) chọn D

1
= 180 mm
⇒ V
d
=
60000
180.14,3.2910
= 27,41 ( m/s) < V
max
= ( 30 ữ 35 )
2.2.2. Xác định đường kính bánh đai lớn D
2
Theo công thức ( 5 – 4 ) ta có đường kính đai lớn:
D
2
= i
d
.D
1
.(1 – x)
Đào Mạnh Hùng
Page | 11
Trong đó : i
d
hệ số bộ truyền đai
x: hệ số trượt truyền đai thang lấy x = 0,02 ( trang 84 sách
TKCTM )
⇒ D
2
= 2.180.( 1- 0,02) = 352,8 mm

Chọn D
2
= 360 mm theo ( bảng 5.15 )
Số vòng quay thực của trục bị dẫn:
n’
2
= ( 1 – x ).
2
1
D
D
.n
dc
( công thức 5-8 trang 85 )
n’
2
= ( 1 – 0,02 ).
360
180
.2910 = 1426 ( vg/ph)
Kiểm nghiệm:
1
21
n
nn
n
′
−
=∆
.100% =

1455
14261455 −
.100% = 2 %
Sai số
n∆
nằm trong phạm vi cho phép ( 3 – 5 )%.
2.2.3. Xác định tiết diện đai
Với đường kính đai nhỏ D
1
= 180 mm, vận tốc đai V
d
= 27,41 (m/s)
và P
ct
= 4,6962 (KW) tra bảng (5-13) ta chọn đai loại Á với các thông số
sau (bảng 5-11):
Sơ đồ tiết diện đai Ký hiệu Kích thước tiết diện
đai
a
0
14
h 10,5
a 17
h
0
4,1
F (mm
2
) 138
2.3. Chọn sơ bộ khoảng cách trục A

Đào Mạnh Hùng
h
0
a
0
h
a
Page | 12
Theo điều kiện: 0,55.(D
1
+D
2
) + h
≤
A
≤
2.(D
1
+D
2
)
( Với h là chiều cao của tiết diện đai)
Theo bảng (5-16) – trang 94, sách thiết kế chi tiết máy.
Với : i = 2 chọn A = 1,2.D
2
= 1,2. 360 = 432 (mm)
2.4. Tính chiều dài đai L theo khoảng cách sơ bộ A
Theo công thức (5-1)
L = 2.A +
2

π
(D
2
+ D
1
) +
( )
A
DD
.4
2
12
−
=2.432 +
2
14,3
.(360 + 180 ) +
( )
432.4
180360
2
−
= 1730,55 (mm)
Lại có u=
L
V
≤
u
max
= 10

Kết hợp theo bảng (5-12) lấy L = 2800 (mm)
Kiểm nghiệm số vòng chạy của đai trong 1 giây
Theo CT (5-20):
u=
L
V
=
3
10.2800
41,27
−
= 9,79 < u
max
= 10 (m/s)
2.5. Xác định chính xác khoảng cách trục A theo L = 2800 mm
Theo công thức (5-2):
A =
( ) ( )
[ ]
( )






−−+−++−
2
12
2

2121
.8 2 2.
8
1
DDDDLDDL
ππ
=
( ) ( )
[ ]
( )






−−+−++−
22
180360.8180360.14,32800.2360180.14,32800.2.
8
1

= 972 (mm)
Kiểm tra điều kiện (5-19):
Đào Mạnh Hùng
Page | 13
0,55.(D
1
+ D
2

) + h
≤
A
≤
2.( D
1
+ D
2
)
0,55.(180 + 360) + 10,5
≤
972
≤
2.(180 + 360)
307,5 (mm)
≤
972 (mm)
≤
1080 (mm)
Khoảng cách nhỏ nhất mắc đai:
A
min
= A – 0,015.L = 972 – 0,015.2800 = 930 (mm)
Khoảng cách lớn nhất để tạo lực căng:
A
max
= A + 0,03.L = 972 + 0,03.2800 = 1056 (mm)
2.6. Kiểm nghiệm góc ôm
Theo công thức (5-3) ta có:
α

1
= 180
0
-
.
12
A
DD −
57
0
= 180
0
-
972
180360 −
.57
0
= 169,44
0
> 120
0
⇒ Thoả
mãn
2.7. Xác định số đai cần thiết
Số đai cần thiết được xác định theo điều kiện tránh xảy ra trượt
trơn giữa đai và bánh đai.
• Chọn ứng suất căng ban đầu σ
o
= 1,2 N/mm
2

và theo chỉ số D
1
tra bảng
ta có các hệ số:
[σ
p
]
o
= 1,74: ứng suất có ích cho phép ( bảng 5-17)
C
α
= 0,98: Hệ số ảnh hưởng góc ôm ( bảng 5-18)
C
t
= 0,4: Hệ số ảnh hưởng chế độ tải trọng (bảng 5-6)
C
v
= 0,74: Hệ số ảnh hưởng vận tốc (bảng 5-19)
F = 138 mm
2
: Diện tích tiết diện đai (bảng 5-11)
Đào Mạnh Hùng
Page | 14
V = 27,41 (m/s): Vận tốc đai
⇒ Số đai cần thiết:
Theo công thức (5-22) có:
Z ≥
[ ]
138.98,0.74,0.4,0.74,1.41,27
6962,4.1000

.1000
=
FCCCV
P
vt
o
p
ct
α
σ
= 2,46
Lấy số đai Z = 3
2.8. Định các kích thước chủ yếu của bánh đai
• Chiều rộng bánh đai:
Theo công thức (5-23): B = (Z-1).t + 2.S
Theo bảng (10-3) có : t = 20; S = 12,5
⇒ B = (3-1).20 + 2.12,5 = 65 (mm)
• Đường kính bánh đai:
Theo công thức (5-24):
+ Với bánh dẫn: D
n1
= D
1
+ 2.h
o
= 180 + 2.4,1 = 188,2 (mm)
+ Với bánh bị đẫn: D
n2
= D

2
+ 2.h
o
= 360 + 2.4,1 = 368,2 (mm)
2.9. Tính lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục
• Lực căng ban đầu với mỗi đai:
Theo công thức (5-25) ta có : S
o
= σ
o
.F
Trong đó: σ
o
: ứng suất căng ban đầu, N/mm
2
F: diện tích 1 đai, mm
2
.
⇒ S
o
= 1,2.138 = 165,6 (N)
• Lực tác dụng lên trục:
Đào Mạnh Hùng
Page | 15
Theo công thức (5-26): R
d
≈ 3.S
o
.Z.sin(
2

1
α
)
Với α
1
= 169,44
o
; Z = 3
⇒ R
d
= 3.165,6.3.sin(
2
44,169
) = 3105,26 (N)
Bảng 2: các thông số của bộ truền đai
Thông số Giá trị
Bánh đai nhỏ Bánh đai lớn
Đường kính bánh đai D
1
= 180 (mm) D
2
= 360 (mm)
Đường kính ngoài bánh đai D
n1
= 182,2 (mm) D
n2
= 368,2 (mm)
Chiều rộng bánh đai B = 65 (mm)
Số đai Z = 3 đai
Chiều dài đai L = 2800 (mm)

Khoảng cách trục A = 972 (mm)
Góc ôm
α
1
= 169,44
o
Lực tác dụng lên trục R
d
= 3105,26 (N))
PHẦN III: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
Đào Mạnh Hùng
Page | 16
3.1. Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng
3.1.1. Chọn vật liệu và cách nhiệt luyện
Do hộp giảm tốc 2 cấp chị tải trọng trung bình, nên chọn vật liệu
làm bánh răng có độ rắn bề mặt răng HB < 350; tải trọng va đập nhẹ, thay
đổi, bộ truyền bánh răng quay 2 chiều thời gian sử dụng là 9 năm. Đồng
thời để tăng khả năng chày mòn của răng chon độ rắn bánh răng nhỏ lớn
hơn độ rắn của bánh răng lớn khoảng 25 ữ 50 HB. Chọn:
• Bánh răng nhỏ thép 45 tôi cải thiện. Tra (bảng 3-8) ta có các thông số
của thép như sau: giả thiết đường kính phôi: 60 ữ 90 chọn 90 mm
+ Giới hạn bền kéo: σ
bk
= 750 ữ 850 N/mm
2
chọn σ
bk
= 850 N/mm
2
+ Giới hạn chảy: σ

ch
= 450 N/mm
2
+ Độ rắn HB = 210 ữ 240 ( chọn HB = 240)
• Bánh răng lớn thép 45 thường hoá. Tra (bảng 3-8) ta có các thông số
thép như sau:
Giả thiết đường kính phôi dưới 100 mm
+ Giới hạn bền kéo: σ
k
= 600 N/mm
2
+ Giới hạn chảy: σ
ch
= 300 N/mm
2
+ Độ rắn HB = 170 ữ 210 ( chọn HB = 210)
(Với cả hai bánh răng ta chọn phôi đúc)
3.1.2. Xác định ứng suất tiếp xúc, ứng suất uốn cho phép với bộ truyền
cấp nhanh
Đào Mạnh Hùng
Page | 17
Bánh răng chịu tải thay đổi, áp dụng công thức (3-4) ta có:
N
td
= 60.u.
∑









ii
i
Tn
M
M

2
max
Trong đó: M
i
, n
i
, T
i
: mômen xoắn, số vòng quay trong một phút và tổng
số giờ bánh răng làm việc ở chế độ i;
M
max
: Mômen xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng ( ở đây không
tính đến mômen xoắn do quá tải trong thời gian rất ngắn)
U: số lần ăn khớp của 1 bánh răng khi bánh răng quay một vòng
( trường hợp này u = 1)
- Số chu kỳ làm việc của bánh răng nhỏ:
N
td1
= 60.1.[ 1

2
.1455.0,6.50544 + 0,8
2
.1455.0,4.50544] = 377,72.10
7
- Số chu kỳ làm việc của bánh răng lớn:
N
td2
= 60.1.[1
2
.259,8.0,6.50544 + 0.8
2
.259,8.0,4.50544] = 67,44.10
7
Theo bảng (3-9) ta chon số chu kỳ cơ sở N
o
= 10
7
⇒ N
td1
> N
o
N
td2
> N
o
Lại có: K’
N
=
6

td
o
N
N
K”
N
=
m
td
o
N
N
, chon m = 6
Từ trên ⇒ K’
N
= K”
N
= 1
• Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép:
[σ]
tx
=[σ]
Notx
.K’
N
Theo bảng (3-9) ta có [σ]
Notx
= 2,6 HB
Đào Mạnh Hùng
Page | 18

Vậy ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ:
[σ]
N1tx
= 2,6.240 = 624 N/mm
2
ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn:
[σ]
N2tx
= 2,6.210 = 546 N/mm
2
• Xác định ứng suất uốn cho phép:
Vì phôi đúc, thép tôi cải thiện và thường hoá nên n ≈ 1,8 và hệ số tập
trung ứng suất chân răng K
σ
= 1,8 ( thường hoá hoặc tôi cải thiện trang 44
sách TKCTM)
• Đối với thép σ
-1
= (0,4 ữ 0,45)σ
bk
, chọn σ
-1
= 0,45σ
bk
• Răng làm việc hai mặt ( răng chịu ứng suất thay đổi, đổi chiều) nên:
[σ]
u
σ
σ
Kn

K
N
.
".
1−
=
Ứng suất uốn cho phép của
+ Bánh nhỏ: [σ]
u1
=
8,1.8,1
1.850.45,0
= 118 N/mm
2
+ Bánh lớn: [σ]
u2

8,1.8,1
1.600.45,0
=
= 83 N/mm
2
3.1.3. Tính khoảng cách trục A
- Chọn sơ bộ hệ số tải trọng: K = 1,4
- chọn hệ số chiều rộng bánh răng: ψ
A
= 0,3
áp dụng công thức (3-9): A
( )
[ ]

3
2
2
6
.
.
.
10.05,1
.1
n
K
i
i
A
tx
ψσ
Ν








+≥
Đào Mạnh Hùng
Page | 19
Trong đó: i =
2

1
n
n
=
8,259
1455
= 5,6 : tỉ số truyền
n
2
= 259,8 (vg/ph) số vòng quay trong 1 phút của bánh răng bị
dẫn
N = 4,4144 (KW): công suất trên trục 1
⇒ A
≥

( )
3
2
6
8,259.3,0
4144,4.4,1
.
6,5.546
10.05,1
.16,5









+
= 139 (mm) chọn A
sb
=145 (mm)
3.1.4. Tính vận tốc vòng v của bánh răng và chọn cấp chính xác chế
tạo bánh răng
- Vận tốc vòng của bánh răng trụ ăn khớp ngoài được tính theo
công thức:
(3-17)
V =
( )
1.1000.60
2
1000.60

1
11
+
=
i
nA
nd
sb
π
π
(m/s)
Với n

1
số vòng quay trong 1 phút của bánh dẫn:
V =
( )
16,5.1000.60
1455.145.14,3.2
+
= 3,35 (m/s)
Theo bảng (3-11) ta chon cấp chính xác để chế tạo bánh răng là cấp 8
3.1.5. Tính hệ số tải trọng K và khoảng cách trục A
Hệ số tập trung tải trọng: K = K
tt
.K
d
Trong đó: K
tt
: Hệ số tập trung tải trọng; K
tt
=
2
1+
ttb
K
K
ttb
: Hệ số tập trung tải trọng khi bộ truyền không chạy mòn
K
d
: Hệ số tải trọng động ; theo ( bảng 3-13) chọn K
d

= 1,55
Đào Mạnh Hùng
Page | 20
•
2
16,5
.3,0
2
1
.
+
=
+
=
i
Ad
ψψ
= 0,99 ≈ 1
• Chon ổ trục đối xứng sát bánh răng theo ( bảng 3-12) có K
ttb
= 1,1
⇒ K
tt
=
2
11,1 +
= 1,05
⇒ K = 1,05.1,55 = 1,63
Chọn hệ số tải trọng sơ bộ K
sb

= 1,4 nên ta chọn lại A theo công thức:
A = A
sb
.
3
sb
K
K
= 145.
3
4,1
63,1
= 152,54 (mm)
Chọn A = 153 (mm)
3.1.6. Xác định mô đun, số răng và chiều rộng bánh răng
Vì đây là bánh răng trụ răng thẳng nên ta tính mô đun pháp:
• Xác định mô đun : m = ( 0,01 ữ 0,02).A
⇒ m = (0,01 ữ 0,02).153 = 1,53 ữ 3,06
Theo bảng (3-1) chọn m = 2
• Tính số răng:
- Số răng bánh nhỏ: Z
1
=
( )
1.
.2
+im
A
=
( )

16,5.2
153.2
+
= 23,18 (răng)
⇒ Chọn Z
1
= 23 (răng)
- Số răng bánh lớn: Z
2
= Z
1
.i = 23.5,6 = 128,8 (răng)
⇒ Chọn Z
2
= 129 ( răng)
• Chiều rộng bánh răng nhỏ: b
1
= ψ
A
.A = 0,3.153 = 45,9 (mm)
Đào Mạnh Hùng
Page | 21
- Chọn b
1
= 50 (mm)
- Chiều rộng bánh răng lớn nhỏ hơn chiều rộng bánh răng nhỏ
khoảng 5 ữ 10 mm nên chọn b
2
= 45 (mm)
3.1.7. Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng

Theo công thức (3-3) có: σ
u
=
bnZmy
K

10.1,19
2
6
Ν
Trong đó : K = 1,63: Hệ số tải trọng
N: Công suất của bộ truyền (kW)
y: Hệ số dạng răng
n: Số vòng quay trong một phút của bánh răng đang tính
m: Mô đun
Z
td
: Số răng tương đương trên bánh
b, σ
u
: Bề rộng và ứng suất tại chân răng
Theo bảng (3-18):
- Số răng tương đương của bánh răng nhỏ:
Z
td1
= Z
1
= 23 (răng)
⇒ Hệ số dạng răng bánh nhỏ: y
1

= 0,429
- Số răng tương đương của bánh lớn:
Z
td2
= 129 (răng)
⇒ Hệ số dạng răng bánh lớn: y
2
= 0,517
• Như vậy ứng suất chân răng bánh nhỏ là:
Đào Mạnh Hùng
Page | 22
σ
u1
=
50.1455.23.2.429,0
4144,4.63,1.10.1,19
2
6
= 47,86 (N/mm
2
)
Ta thấy σ
u1
< [σ]
u1
= 118 (N/mm
2
) ⇒ thoả mãn
• ứng suất tại chân răng bánh răng lớn là:
σ

u2
= σ
u1
.
2
1
y
y
= 47,86.
517,0
429,0
= 39,71 (N/mm
2
)
Ta thấy σ
u2
< [σ]
u2
= 83 (N/mm
2
) ⇒ thoả mãn
3.1.8. Kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu quá tải đột ngột
• Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải (3-43)
+ Bánh răng nhỏ
[σ]
txqt1
= 2,5.[σ]
Notx1
= 2,5.624 = 1560 (N/mm
2

)
+ Bánh răng lớn
[σ]
txqt2
= 2,5.[σ]
Notx2
= 2,5.546 = 1365 (N/mm
2
)
Với: σ
txqt
=
( )
2
3
6
.
1
.
10.05,1
nb
NKi
iA
+
=
( )
8,259.45
26,4.63,1.16,5
.
6,5.145

10.05,1
3
6
+
= 534,34
(N/mm
2
)
⇒ ứng suất tiếp xúc quá tải nhỏ hơn ứng suất cho phép trên bánh răng
nhỏ và bánh răng lớn
• Kiểm nghiệm ứng suất uốn cho phép khi quá tải:
+ Bánh răng nhỏ
[σ]
uqt1
= 0,8.σ
ch
= 0,8.450 = 360 (N/mm
2
)
σ
uqt1
=
bnZmy
K

10.1,19
2
6
Ν
=

50.1455.23.2.429,0
4144,4.63,1.10.1,19
2
6
= 47,86 (N/mm
2
)
Đào Mạnh Hùng
Page | 23
σ
uqt1
< [σ]
uqt1
⇒ thoả mãn
+ Bánh răng lớn
[σ]
uqt2
= 0,8. σ
ch
= 0,8.300 = 240 (N/mm
2
)
σ
uqt2
= σ
u1
.
2
1
y

y
= 47,86.
517,0
429,0
= 39,71 (N/mm
2
)
⇒ σ
uqt2
< [σ]
uqt2
Thoả mãn
3.1.9. Các thông số hình học cơ bản của bộ truyền bánh răng trụ răng
thẳng
• Mô đun pháp tuyến m
n
= 2
• Số răng Z
1
= 23 răng; Z
2
= 129 răng
• Góc ăn khớp α
o
= 20
o
• Chiều rộng răng b
1
= 50 (mm)
b

2
= 45 (mm)
• Đường kính vòng chia d
c1
= m.z
1
= 2.23 = 46 (mm)
d
c2
= m.z
2
= 2.129 = 258 (mm)
• Khoảng cách trục A =
2
21 cc
dd +
=
2
25846 +
= 152 (mm)
• Chiều cao răng h = 2,25.m
n
= 2,25.2 = 4,5 (mm)
• Độ hở hướng tâm c = 0,25.m
n
= 0,25.2 = 0,5 (mm)
• Đường kính vòng đỉnh răng:
D
e1
= d

c1
+ 2.m
n
= 46 + 2.2 = 50 (mm)
D
e2
= d
c2
+ 2.m
n
= 258 + 2.2 = 262 (mm)
Đào Mạnh Hùng
Page | 24
• Đường kính vòng chân răng:
D
i1
= d
c1
– 2.m
n
- 2.c = 46 – 2.2 – 2.0,3 = 41,4 (mm)
D
i2
= d
c2
– 2.m
n
– 2.c = 258 – 2.2 – 2.0,3 = 253,4 (mm)
Bảng 3: Các thông số bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng
Thông số Giá trị

Bánh răng nhỏ Bánh răng lớn
Số răng Z
1
= 23 răng Z
2
= 129 răng
Đường kính vòng chia d
c1
= 46 mm đ
c2
= 258 mm
Đường kính vòng đỉnh
răng
D
e1
= 50 mm D
e2
= 262 mm
Đường kính vòng chân
răng
D
i1
= 41,4 mm D
i2
= 253,4 mm
Chiều rộng răng b
1
= 50 mm b
2
= 45 mm

Môđun M = 2
Khoảng cách trục A = 152 mm
Chiều cao răng h= 4,5 mm
Độ hở hướng tâm c= 0,5 mm
Góc ăn khớp
α
o
= 20
o
3.1.10. Lực tác dụng lên trục
Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng nên lực dọc trục P
a
= 0
Theo công thức (3-49) ta có:
- Lực vòng: P =
d
M
x
.2
=
69.1455
4144,4.10.55,9.2
6
= 839,83 (N)
- Lực hướng tâm P
r
: P
r
= P.tgα
o

= 839,83.tg20
o
= 305,67 (N)
3.2. Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng
3.2.1. Chọn vật liệu và cách nhiệt luyện cho bánh răng cấp chậm
Chọn:
Đào Mạnh Hùng
Page | 25
• Bánh răng nhỏ thép 45 tôi cải thiện. Tra (bảng 3-8) ta có các thông số
của thép như sau: giả thiết đường kính phôi: 60 ữ 90 chọn 90 mm
+ Giới hạn bền kéo: σ
bk
= 750 ữ 850 N/mm
2
chọn σ
bk
= 850 N/mm
2
+ Giới hạn chảy: σ
ch
= 450 N/mm
2
+ Độ rắn HB = 210 ữ 240 ( chọn HB = 240)
• Bánh răng lớn thép 45 thường hoá. Tra (bảng 3-8) ta có các thông số
thép như sau:
Giả thiết đường kính phôi dưới 100 mm
+ Giới hạn bền kéo: σ
k
= 600 N/mm
2

+ Giới hạn chảy: σ
ch
= 300 N/mm
2
+ Độ rắn HB = 170 ữ 210 ( chọn HB = 210)
(Với cả hai bánh răng ta chọn phôi đúc)
3.2.2. Xác định ứng suất tiếp xúc, ứng suất uốn cho phép với bộ truyền
cấp nhanh
Bánh răng chịu tải thay đổi, áp dụng công thức (3-4) ta có:
N
td
= 60.u.
∑








ii
i
Tn
M
M

2
max
Trong đó: M

i
, n
i
, T
i
: mômen xoắn, số vòng quay trong một phút và tổng
số giờ bánh răng làm việc ở chế độ i;
M
max
: Mômen xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng ( ở đây không
tính đến mômen xoắn do quá tải trong thời gian rất ngắn)
Đào Mạnh Hùng